車輛工程畢業(yè)設計181設計一款三軸六檔手動變速器

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1、 摘要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，車用變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本設計在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，著重對變速器齒輪的結構參數、軸的結構尺寸等進行設計計算；并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計；同時對操縱機構和同步器的結構進行設計；從而提高汽車的整體性能。 關鍵詞：　變速器 齒輪 軸 同步器 Abstract Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing

2、is to increase its transmission power and decrese its weight,and hope have smaller size and excellent performance. The design based on the FAW-Volkswagen Automotive Company, In conditions that knowing the engine output torque,speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on th

3、e designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. Keywords:

4、Transmission Gear Shaft Synchronizer 目錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題的背景、目的及意義 1 1.2 發(fā)展趨勢 1 1.2.1 汽車變速器行業(yè)技術發(fā)展趨勢 1 1.2.2 國內變速器行業(yè)技術現狀及趨勢 2 1.2.3 設計主要內容 2 第2章 總體方案選擇 4 2.1 設計依據 4 2.2 變速器傳動機構選擇 4 2.3 操縱機構的選擇 5 第3章變速器主要參數的選擇及計算 7 3.1檔數的確定 7 3.2傳動比的確定 7 3.2.1各檔傳動比的確定 7 3.2.2其

5、他各檔傳動比初選 8 3.3外形尺寸的初選 9 3.4齒輪參數選擇 10 3.4.1模數 10 3.4.2壓力角α 10 3.4.3螺旋角β 11 3.4.4齒寬b 12 3.5各檔齒輪齒數的分配 12 3.5.1一檔齒數及傳動比的確定 12 3.5.2對中心距A進行修正 13 3.5.3其他齒數及傳動比確定 14 3.6變速器齒輪的變位 15 3.6.1采用變位齒輪的原因 15 3.6.2變位系數的選擇原則： 15 3.6.3二檔齒輪的變位 15 第4章齒輪與軸的設計計算 18 4.1齒輪設計與計算 18 4.2輪齒強度計算 19 4.2.1斜齒齒輪輪齒彎

6、曲強度計算 19 4.2.2斜齒齒輪輪齒接觸應力 23 4.3軸的設計計算 25 4.3.1軸的工藝要求 26 4.3.2初選軸的直徑 26 4.3.3軸最小直徑的確定 27 4.4. 1軸的撓度驗算 28 4.4.2軸的強度計算 33 4.5軸承的選擇與校核 39 4.5.1一軸軸承的選擇與校核 39 4.5.2二軸軸承的選擇與校核 42 4.5.3中間軸軸承的選擇與校核 43 第5章同步器設計 45 5.1慣性式同步器 45 5.2同步器工作原理 46 5.3同步器的主要參數的確定 46 5.3.1摩擦系數 46 5.3.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 47

7、5.3.3鎖止角 48 5.3.4同步時間t 48 結論 49 致謝 50 參考文獻 51 不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印 IV 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行 1 第1章 緒論 1.1 選題的背景、目的及意義 變速器是汽車中重要的組成部分，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作，因此它的性能影響到汽車的動力性和

8、經濟性指標。國產商用車所搭載的變速器主要以國產手動檔變速器為主。汽車變速器是影響整車動力性、經濟性、舒適性的重要總成，國內外的汽車制造與銷售數據顯示，人們對汽車駕乘的舒適性越來越重視。 由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度應能在很大范圍內變化。內燃機曲軸轉速變化范圍都較小，遠遠滿足不了車速應在很大范圍內變化地要求，所以變速器應在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。同時對于所設計的方案力求實現： 1、保證汽車有必要的動力性和經濟性； 2、設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸； 3、設置倒檔，使汽車能到推行駛； 4、設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；

9、 5、換擋迅速、省力、方便，工作可靠； 6、變速器應當有高的工作效率，噪聲低。 1.2 發(fā)展趨勢 1.2.1 汽車變速器行業(yè)技術發(fā)展趨勢 汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(ContinuouslyVariableTransmission簡稱"CVT")。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位。在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是，人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力，各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現了極

10、大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。 1.2.2 國內變速器行業(yè)技術現狀及趨勢 目前，國內企業(yè)對變速器的這幾種技術都有不同程度的研發(fā)，其中，CVT的產業(yè)化和科研水平走在最前面，AMT正在加速產業(yè)化。近日，在國家發(fā)改委的推動下，國內10家以上整車企業(yè)已經和美國博格華納公司成立了一家名為"中聯發(fā)實業(yè)有限公司"的合資企業(yè)，共同研發(fā)雙離合器變速器(以下簡稱"DCT")的關鍵技術。全球掌握DCT技術的公司主要就是博格華納公司和舍弗勒公司。 中國市場會在一定時期內出現多種變速器品種并存的現狀，這會使中國的市場更加多元化，同時也會使競爭更加激烈。中國汽車產業(yè)巨大的市場，將會使中國變成世界變

11、速器的重要市場。CVT進入中國已經有些年頭，但是并沒有被中國消費者廣泛接受。到2010年，中國輕型車市場對最大輸入扭矩為150N?m以下范圍的變速器的需求將超過350萬臺。其中，雙離合器變速器可能會占80％的市場份額。 　　中國未來的變速器市場將會呈現兩大集團的局面。即合資企業(yè)主攻自動變速器，自主品牌企業(yè)則主攻手動變速器。這兩大集團的業(yè)務也會有交叉，相互之間會是一種優(yōu)勢互補的關系。 1.2.3 設計主要內容 1.總體方案分析 根據車型全面考慮，包括它的可行性、經濟性、安全性、舒適性、操縱穩(wěn)定性、平順性、動力性、高速性等一系列問題，才能使開發(fā)出的車在市場上有競爭力，才能被人們所接受。

12、2.變速器總體布置，確定系統(tǒng)的性能參數 總體方案出臺后，就要對變速器進行總體布置，確定各系統(tǒng)參數，根據各系統(tǒng)性能的需要開始設計各零件。 3.傳動系統(tǒng)的設計 傳動系統(tǒng)的布置和組成取決于發(fā)動機的結構形式、布置位置和車輛的驅動形式。 4 .變速器結構設計與計算 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機再最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。 最后進行變速器整體的性能分析，在對各種結構件進行了分析計算后，繪制變速器的整體

13、裝配圖及各主要零部件的零件圖。 變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數對變速器的總體方案均產生較大影響。 第2章 總體方案選擇 2.1 設計依據 根據設計任務書，本次設計是在已知整車主要參數的情況下進行設計一款三軸六檔手動變速器。已知的CA141整車主要技術參數如表2.1所示。 表2.1 CA141整車主要技術參數 發(fā)動機最大功率 99.36kw 車輪型號 215/70R15 發(fā)動機最大轉矩 380N.m 主減速器傳動比 6.39 額定轉速

14、3200r/min 最高車速 90km/h 總質量 9310kg 爬坡度 30% 2.2 變速器傳動機構選擇 根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 三軸式變速器傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高檔傳動比之比值。目前，一般用途的貨車為5.0~8.0。變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可以提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但檔位數增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力

15、的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 圖2.1（a）~ (b)是車用三軸式，各前進檔均采用同步器的變速器簡圖。在這些簡圖中，一檔及倒檔齒輪均布置在支承附近。這種布置最合理，因為一檔、倒檔工作時的齒輪徑向力最大，如果將他們布置得遠離支承點則會引起更大的軸變形，產生更大的撓度和更大的斷面轉角。而將常使用的檔位布置在軸斷面轉角最小的區(qū)段（接近軸的中間位置），以得到較好的嚙合條件，從而降低噪聲，減小輪齒磨損。其中，圖2.1（c）的布置，是將一檔齒輪布置得比倒檔齒輪更靠近支承，這是由于掛倒檔的時間總是很短的緣故。圖2.1（d）是具有超速擋的五檔變

16、速器，其超速擋與倒檔齒輪均布置在附加的殼體內。六檔變速器在現代貨車上得到日益廣泛的應用。本設計采用圖2.1（f）的結構方案，可使汽車在變型時不必改變主減速比就可提高行駛速度。 （f） 圖2-1 車用變速器簡圖 2.3 操縱機構的選擇 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許兩個檔位的齒輪、嚙合套或同步器同時掛上檔。 設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置圖的確定主要從換檔方便考慮。為此，應注意以下三點： （1） 按換檔次序來排列； （2） 將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； （3） 為了避免誤掛倒檔

17、，往往將倒檔放在最靠邊的位置，有時和空檔組成一排。 但往往受變速器結構方案的限制，不能得到最方便的換檔程序。圖2-2表示了本設計用的變速器換檔位置圖。 圖2-2 換檔位置圖 第3章變速器主要參數的選擇及計算 3.1檔數的確定 增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。檔數選擇的要求： （1） 相鄰檔

18、位之間的傳動比比值在1.8以下； （2） 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車一般用4～5個檔位變速器，貨車變速器采用4～5個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車[3]。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。 文中設計結合實際，變速器選用三軸六檔變速器，最高檔傳動比為1。 3.2傳動比的確定 3.2.1各檔傳動比的確定 變速器傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。 一檔傳動比應該滿足最大驅動力能夠克服汽車輪胎

19、與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力 (3.1) （3.2） 式中： —最大轉矩，N.mm； —車輪半徑，mm； —主減速器傳動比， —傳動系傳動效率； mg —汽車重力，mg=43109.8； 代入公式（3.2）得到： =4.5 根據車輪與路面的附著條件則： （3.3） （3.4） 在0.5~0.6之間取0.5，N 代入式（3.3）得到：

20、 , 所以4.510.24 由于本車為輕型貨車且無超速檔，一檔初選傳動比取7.7。 3.2.2其他各檔傳動比初選 1.各檔傳動比為等比分配 [3] ，則： 2.中心距A的確定 由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據以下的經驗公式（3.5）計算[3] 。 （3.5） 式中： ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，商用車=8.6-9.6； ——發(fā)動機最大轉距=380（N.m）； ——變速器一檔傳動比為7.7； ——變速器傳動效率，取96%。 將各參數代入式（3.4）得到： （

21、8.6~9.6）=（8.6~9.6）14.10=136.71~152.61mm 貨車的變速器中心距在92～102.7mm范圍內變化，初取A=140mm。 3.3外形尺寸的初選 表3-1 商用車變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （2.2～2.7） 五檔 （2.7～3.0） 六檔 （3.2～3.5） 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機構的布置初步確定。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考表3-2數據選用： 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為3.4=476mm。 3.4齒輪參數選擇 3.4.1模數 齒輪模數選取的一般原則： （1） 為了

22、減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬； （2） 為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬； （3） 從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數； （4） 從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。 對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。所選模數值應符合國家標準的規(guī)定。變速器齒輪模數范圍如表3-3： 表3-2 變速器齒輪的法向模數 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2.25～2.75 2.75～3.00 3.5～4.5 4.5～6.0 選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表3.4為國標GB/T1357—1987，可參考表3

23、-4進行變速器模數的選擇。 表3-3 變速器常用的齒輪模數 第一系列 1 1.25 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 —— — 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — （3.25） 3.5 表中數據摘自（GB/T1357——1987） 綜合考慮文中設計由于低檔受力較大，變速器一檔及倒檔為同一模數取4；其他各檔也為4。 3.4.2壓力角α 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5或25等大些的壓力角。 國家

24、規(guī)定的標準壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。 本變速器全部選用標準壓力角20。 3.4.3螺旋角β 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低[3]。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時

25、應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡。如圖3-1所示： 圖3-1 中間軸軸向力的平衡 欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： （3.6） （3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： （3.8） 式中： —作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力； —作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； —齒輪1、2的節(jié)圓半徑； T —中間軸傳遞的轉矩。 貨車變速器的螺旋角為：18～26，一檔齒輪的螺旋角取下限。 3.4.4齒寬b 齒寬對

26、變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬b,, 式中：—齒寬系數，斜齒為6.0～8.5。 3.5各檔齒輪齒數的分配 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。變速器的傳動及各部件如圖3-2所示： 3.5.1一檔齒數及傳動比的確定 1.一檔傳動比為：

27、 取整得65。取46，則。 1—變速器殼體2—第一軸 3—第一軸常嚙合齒輪 4—第一軸齒輪 5—接合齒圈五檔同步器鎖環(huán) 6、13、20—結合套 7—四檔同步器鎖環(huán) 8—四檔同步器接合齒圈 9—第二軸四檔齒輪 10—第二軸三檔齒輪 11—三檔齒輪接合齒圈 12—三檔同步器鎖環(huán) 14—二檔同步器鎖環(huán) 15—二檔齒輪接合齒圈 16—第二軸二檔齒輪 17—第二軸倒檔齒輪 18—倒檔齒輪接合齒圈 19—倒檔同步器鎖環(huán) 21—一檔同步器鎖環(huán) 22一檔齒輪接合齒圈 23—第二軸一檔齒輪 24—第二軸 25—中間軸一檔齒輪 26—中間軸倒檔齒輪 2

28、7—倒檔軸倒檔齒輪（1）--28、32、35—花鍵轂 29—倒檔軸 30—倒檔軸倒檔齒輪（2）31—中間軸二檔齒輪 33—中間軸三檔齒輪 34—中間軸四檔齒輪 36—中間軸常嚙合傳動齒輪 37—中間軸 圖3-2 變速器傳動示意圖 3.5.2對中心距A進行修正 （4.7） 取整得mm，為標準中心矩。 3.5.3其他齒數及傳動比確定 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪、五檔齒輪齒數及螺旋角方法與一檔齒輪相同其計算結果見表3-5： 表3-5其他檔位齒數及傳動比 常嚙合齒輪 五檔齒輪

29、四檔齒輪 三檔齒輪 二檔齒輪 倒檔齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z13 Z14 Z15 z 17 46 23 43 29 36 37 28 42 23 46 18 22 24.09 19.94 19.94 19.94 19.94 19.94 m 4 4 4 4 4 4 i —— 1.51 2.26 3.4 5.12 8.31 中間軸與倒檔軸之間的距離 mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm 3.6變速器齒輪的變位 3.6.1采用變位齒輪的原

30、因 （1） 配湊中心距； （2） 提高齒輪的強度和使用壽命； （3） 降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多[4]。 3.6.2變位系數的選擇原則： 1．對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數； 2．對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數； 3．總變位系數越小，齒輪齒

31、根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。本設計采用角度變位來調整中心距。 3.6.3二檔齒輪的變位 已知條件： ， 由計算公式，代入得到： 根據圖3-3得齒輪變位系數： 圖3-3選擇變位系數線路圖 其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結果見表3-5 表3-5 變速器各齒輪的變位系數 齒輪 變位系數 齒輪 變位系數 Z1 常嚙合齒輪 0.16 Z7 三檔齒輪 0.

32、28 Z2 0.12 Z8 -0.07 Z3 五檔齒輪 0.03 Z9 二檔齒輪 0.16 Z4 -0.24 Z10 0.05 Z5 四檔齒輪 -0.15 Z11 一檔 齒輪 0 Z6 -0.21 Z12 0 Z13 倒檔 -0.14 Z14 倒檔 -0.10 變速器具體計算數據見表3-6齒輪相關參數。 表3-6齒輪參數 z b m d da df Z1 17 36 24.9 4 74.46 82.48 64.49 Z2 46 32 201.48 209.56 191.56

33、 Z3 23 36 29.94 4 97.75 105.9 87.8 Z4 43 32 182.75 190.98 172.98 Z5 29 36 19.94 4 123.25 131.40 113.40 Z6 36 32 153 161.19 143.19 Z7 37 36 19.94 4 157.25 165.45 147.45 Z8 28 32 119 127.15 109.15 Z9 42 32 19.94 4 178.5 186.72 168.72 Z10 23 36 97.75

34、 105.87 87.87 Z11 46 20 19.94 4 76 192 174 Z12 17 25 184 192 `74 Z13 46 20 19.94 4 68 76 58 Z14 18 30 184 192 174 Z15 22 25 88 96 80 第4章齒輪與軸的設計計算 4.1齒輪設計與計算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不

35、同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度≤ 350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料[3]。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造的方法來制造毛坯，毛坯的材料可以選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸，并且要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，其材料可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作為毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經過正火或調質處

36、理以后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪。 常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMNTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC[12]。大齒輪用40Gr調質后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲

37、碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調質后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調質后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調質后表面淬火，硬度為40～50HRC。 4.2各軸的轉矩計算 一軸轉距 Nm； 中間軸轉距Nm； 二軸各檔轉距： 一檔齒輪Nm； 二檔齒輪Nm； 三檔齒輪Nm； 四檔齒輪Nm； 五檔齒輪Nm； 倒檔軸：五檔齒輪Nm； N.m； 二軸倒檔： 倒檔齒輪N.m。 4.2輪齒強度計算 4.2.1斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 （4.1） 式中： ——圓周力（N），

38、； ——計算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——法向模數（mm）;為斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數，=1.50； ——齒面寬（mm）； ——法向齒距，； ——齒形系數，可按當量齒數在齒形系數圖（圖4-1）中查得； ——重合度影響系數，=2.0。 將上述有關參數代入（4.1），整理得到： （4.2） 圖4-1 齒型系數圖 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一檔和倒檔直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。斜齒輪對貨車為100～200MPa[5]。

39、1．一檔齒輪彎曲強度校核 已知參數： Nm,Nm 查齒形系數圖4-1得：； 代入公式（4.2）得： MPa MPa 對于貨車當計算載荷取變速器第一軸最大轉距時，其許用應力應該在400-850Mpa之間，，在應力范圍內，所以滿足設計要求。 2．一檔齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔、五檔齒輪彎曲強度校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪、五檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結果見表4-1： 表4-1各檔齒輪的彎曲強度校核 齒輪 彎曲應力/MPa 齒輪 彎曲應力/MPa Z1 常嚙合齒輪 181.8 Z7 三檔齒輪 174.8 Z2

40、 197.3 Z8 198．1 Z3 五檔齒輪 163.8 Z9 二檔齒輪 180.1 Z4 147.6 Z10 184.2 Z5 四檔齒輪 192.9 Z6 180 各齒輪的彎曲應力均小于250MPa，所以滿足設計要求。 3．倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算 本設計中一檔和倒檔為直齒輪傳動。已知參數： ，Nm 整理得： （4.3） 式中： ——彎曲應力； ——圓周力（N），； ——應力集中系數，為1.5； ——計算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）； ——摩擦力

41、影響系數，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9； ——齒寬（mm）； ——端面齒數（mm），，為模數； ——齒形系數； 查齒形系數圖4-1得：； 代入公式（4.3）得： MPa 當計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉距時，一檔，倒檔直齒輪的許用彎曲應力在400-850之間，在許用范圍內，所以滿足設計要求。 4.2.2斜齒齒輪輪齒接觸應力 （4.4） 式中： ——輪齒接觸應力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N），； F1 ——圓周力（N），； Tg ————計算載荷（Nmm）； ——節(jié)圓直徑（mm）

42、； ——節(jié)點處壓力角； ——齒輪螺旋角； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）； ——齒輪接觸的實際寬度（mm）； ，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，； ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表4-2[5] ： 表4-2 變速器的許用接觸應力 齒輪 MPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900——2000 950——1000 常嚙合齒輪和高檔 1300——1400 650——700 4.4.2.1一檔齒輪接觸應力校核 已知條件： ，

43、 Nmm,Nmm N,N mm 將已知數據代入公式（4.4）得： MPa MPa ，均小于2000-2500 MPa，所以滿足設計要求。 4.2.2.2二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪、五檔齒輪、常嚙合齒輪常嚙合齒輪接觸應力校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪、五檔齒輪接觸應力校核的方法同上，校核計算結果見表4-3： 表4-3各齒輪的接觸應力 齒輪 接觸應力/MPa 齒輪 接觸應力/MPa Z1 常嚙合齒輪 1813.6 Z7 三檔齒輪 1829 Z2 1815 Z8 1826 Z3 五檔齒輪 1834 Z9 二檔齒輪

44、 1880 Z4 1836 Z10 1851 Z5 四檔齒輪 1980 Z6 1834 各齒輪的接觸應力均小于2000——2500 MPa，所以滿足設計要求。 4.3軸的設計計算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結構和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應該有足夠強的剛度和強度[8]。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為

45、前提條件。設計階段可根據經驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 4.3.1軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應在HRC58～63，表面光粗糙度不能過低。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 本設計經過綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。 4.3.2初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距A時，第

46、二軸和中間軸中部直徑d為（0.45-0。60）A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： （4.5） 式中： K ——經驗系數K=4.0-4.6； ——發(fā)動機最大轉距（Nmm）。 第二軸和中間軸中部直徑 mm 中間軸長度初選： mm 459mm 第二軸長度初選： mm mm 第一軸長度初選： mm mm mm mm 取185mm。 4.3.3軸最小直徑的確定 按扭轉強度條件計算，這種方法是根據軸所受的轉矩進行計算[5]，對實心軸，其強度條件為：

47、 （4.6） ——軸傳遞的轉矩Nmm，=380Nm； ——軸的抗扭截面模量(mm3)； ——軸傳遞的功率（kw），=180kw； ——軸的轉速，=3200； ——軸的許用扭轉剪應力（MPa），見4-3表： 表4-4 軸常用集中材料的及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q237,35 (1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112

48、-97 由式4.5得到軸直徑的計算公式： （4.7） 對中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為180kw；。 代入式（4.7）得mm取為30mm。 二軸為45號鋼A查表得為105；P為180kw；代入式（4.6）得mm取為35mm。 4.4軸的強度計算 4.4. 1軸的撓度驗算 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸

49、上的轉矩應取[5]。 軸的受力如圖4-2所示： 圖4-2變速器受力圖 軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算 （4.8） （4.9） （4.10） 式中： ——齒輪齒寬中間平面上的

50、徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.1105 MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad[10]。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 對于本設計的變速

51、器來說，再設計過程中軸的剛度和強度都留有一定的余量，所以在校核時只需要校核一檔處即可：因為車輛在行駛的過程中，一檔處的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。 圖4-3變速器的撓度和轉角 變速器在工作時二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析如圖4-3所示。 N N N 中間軸軸上受力分析如圖4-3所示。 N N N N N N N N N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數代入公式（4.8）得到： N,mm,mm,mm,mm 各已知參數代入公式（4.9），（4.10）得到： mm mm rad

52、所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。 中間軸一檔處軸剛度校核： 各已知參數代入公式（4.8）得到： N,mm,mm, mm,mm, mm 各已知參數代入公式（4.9），（4.10）得到： mm 0.1236mm在0.1——0.15mm之間。所以符合要求。 mm rad 所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。 中間軸常嚙合齒處軸剛度校核： 各已知參數代入公式（4.8）得到： N,mm,mm,mm,mm mm 各已知參數代入公式（4.9），（4.10）得到： mm mm mm rad 所以變速器在一檔時中間軸符合剛度要求。 4.4.2軸的強度

53、計算 4.4.2.1各軸的支反力 一檔： 第二軸垂直平面內支反力如圖4-2： 由得： mm, mm,mm, N N 第二軸水平面內的支反力如圖4-2： 由得： N 由 得： N 第一軸垂直方向支反力如圖4-2。 N 第一軸水平方向支反力如圖4-2。 N 中間軸垂直方向支反力 由得： mm,mm,mm, N 由得： N 中間軸水平方向支反力 由得： N 由得： N 4.4.2.2各軸的彎曲變形計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的

54、垂直面和水平面內的支反力和之后，計算相應的彎矩、[5]。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為： （4.11） （N?m）； 式中： ——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑； ——抗彎截面系數（mm3）；. 在低檔工作時，。 除此之外，對軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。 變速器的一軸和中間軸用與齒輪相同的材料制造，二軸用45號鋼制造。 一檔中間軸垂直方向彎矩計算 垂直方向受力如圖4.6所示： N,N,N mm,277mm,mm 一檔中間軸垂直方向彎矩如圖4-7所示： AB段 圖4-6 一檔中間軸垂直方向受力 BC段 CD段 圖

55、4-7一檔中間軸垂直方向彎矩圖 一檔中間軸水平方向彎矩計算： 一檔中間軸水平方向受力如圖4-8： 圖4-8一檔中間軸水平方向受力圖 N,N,N,N, mmmm,mm, 一檔中間軸水平方向彎矩如圖4-9： CD段 BC段 AB段 圖4-9 一檔中間軸水平方向彎矩圖 Nmm 將計算結果代入公式（4.10）得： MPa,所以符合設計要求。 一檔二軸垂直方向彎矩計算： 一檔二軸垂直方向受力如圖4-10： N,N,N , 圖4-10 一檔二軸垂直方向受力圖 一檔二軸垂直方向彎矩如圖4-11： 圖4-11一檔二軸垂直方向彎矩圖 一檔二

56、軸水平方向彎矩計算： 一檔二軸水平方向受力如圖4-12： 圖4-12 一檔二軸水平方向受力圖 N,N,N, 一檔二軸水平方向彎矩如圖4-13： Nmm 圖4-13 一檔二軸水平方向彎矩圖 將計算結果代入公式（4.11）得： MPa 所以符合要求。 4.5軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 ，式子中，h 4.5.1一軸軸承的選擇與校核 1．初選軸承型號根據軸承處直徑選擇6208型號軸承[6]，查得： KN，KN 2．計算軸承當量動

57、載荷P 當變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為： N，N，N， 查《機械原理與設計》得到， ，查《機械原理與設計》得到，， 當量動載荷計算 （4.12） 將各已知參數代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 軸承壽命計算公式為： （4.13） 將個已知參數代入式（4.13）得到： h 對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 ，式子中，h[7]。如表4.14所示，變速器各檔位相對工作使用率為： h,所以所選軸承滿足設計要求。 當變速

58、器在四檔工作時軸承受到的力分別為： N，N 表4.14 五檔變速器各檔位相對工作使用率 車型 檔位數 高檔傳動比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 6 1 1 3 5 16 75 96 6 <1 1 3 12 64 20 48 查《機械原理與設計》得到， ，查表《機械原理與設計》得到， 當量動載荷計算代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 將個已知參數代入式（4.13）得到： h 對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設計為貨車，，式子中，h。 =740

59、.64所以軸承符合要求。 4.5.2二軸軸承的選擇與校核 1.初選軸承型號根據軸處直徑選擇6211型號軸承 查得： KN,KN 2.計算軸承當量動載荷P 軸承受力為N，N 查《機械原理與設計》得到，查表《機械原理與設計》得到：， 將已知參數代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 將個已知參數代入式（4.13）得到： h 對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設計為貨車，，式子中，h。 =740.64所以合格。 4.5.3中間軸軸承的選擇與校核 1.初選軸承型號根據軸處直徑選擇6206型號軸承 查得：

60、 KN, KN 2.計算軸承當量動載荷P 軸承受力為N，N 查《機械原理與設計》得到，查表《機械原理與設計》得到：， 將已知參數代入式（4.12）： 在1.2到1.8之間取，取為1.3， 將個已知參數代入式（4.13）得到： h 對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設計為貨車，，式子中，h。 所以合格。 第5章同步器設計 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但又不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相同）換檔的缺點，現已很少使用。得到廣泛使用的是慣性式同步器。 5.1慣性式同步器

61、 慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換檔，因而能完善地完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但又摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設計采用鎖環(huán)式同步器。 圖5-1a所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內圈和外圈設計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤部分徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧

62、壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動?；瑒育X套與同步環(huán)之間為彈性連接。圖5-1b所示鎖環(huán)式同步器摩擦元件，是通過滑動齒套8及鎖環(huán)9上的錐面來實現的。 a)鎖銷式 b)鎖環(huán)式 圖 5-1慣性式同步器結構方案 1、8—滑動齒套 2—同步環(huán) 3、10—齒輪 4—鎖銷 5—鋼球 6—銷 7—彈簧 9—鎖環(huán) 作為鎖止元件是鎖環(huán)9的內齒和做在齒輪10上的接合齒端部。齒輪10和鎖環(huán)9之間是彈性連接。 在慣性式同步器中b彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成

63、換擋的進行。 鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。 綜上考慮，本設計選用慣性鎖環(huán)式同步器。 5.2同步器工作原理 同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖5.1所示，由于齒輪3的角速度ω3，和滑動齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷4相對滑動齒套1轉動一個不大的角度，并占據圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段：來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經過鎖止

64、元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面產生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉動零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|減小了。在Δω=0瞬間同步過程結束。第三階段：Δω=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據了換擋位置。 5.3同步器的主要參數的確定 5.3.1摩擦系數 汽車在行駛過程中換擋，特別是在高檔區(qū)換擋次數較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的

65、使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。 摩擦因數除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數取為0.1。 圖5-2同步器螺紋槽形式 5.3.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 1.同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。圖5-2中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖5-2b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬

66、3～4mm。 2.錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是tan≥。一般取=6～8。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現咬住現象。 3.摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。 4.錐面工作長度b 縮短錐面工作長度b(圖5-1)，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定b 5.同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。鍛造時選用錳黃銅等材料。有